1、以下这些语句存在若干问题，包括语法错误、标点使用不当、语句不通畅及信息不完整——“.....动颚往复摆动次，前半圈为破碎物料，后半圈为卸出物料。当动颚后退时，破碎后物料应在重力作用下全部卸出而后动颚立即返回破碎物料，转速过高或过低都会使生产能力不能达到最大值。所以，使破碎机获得最高生产率的偏心轴转速为式中转速啮角动颚摆动行程实际上，动颚在空转行程的初期，物料因弹性形变仍处于压紧状态，不能立即下落，故偏心轴的转速应比上式的值低，设计要求参数为，在此范围内。.电动机的选择电机的选择般是由用途主要性能以及结构特点来决定的。因选用的是破碎机的电机，该电机应适用于灰尘多土扬水溅的场合。查阅了机械手册后选用了系列封闭式三相异步电动机。系列封闭式三相异步电动机效率高，耗电少，性能好，噪音低，振动小，体积小，重量轻，运行可靠，维修方便，为级绝缘。结构为全封闭自扇冷式，能防止灰尘铁屑杂物侵入电动机内部。颚式破碎机需要的功率，可按体积假说或破碎物料时所需要的破碎力来推算。设破碎机工作时整个颚腔内充满物料，且沿颚腔长度方向成平行圆柱排列......”。

2、以下这些语句存在多处问题，具体涉及到语法误用、标点符号运用不当、句子表达不流畅以及信息表述不全面——“.....查找手册选用了型号为的三相异步电动机,各项技术数据如表所示电动机型号额定功率满载转数堵转转矩最大转矩.四连杆机构各杆长度的确定已知偏心距即，连杆长度即，推力板长度即摇杆行程，由此可得出图四连杆机构图以上所求结果均符合要求，因此可以选取作为复摆颚式破碎机的四连杆机构标准。.最大破碎力破碎力在腔内的分布情况及其合力作用点位置大小，是机构设计和零部件强度设计的重要依据。由于破碎力分布以及其合力大小，作用点位置具有随机性，用理论分析的方法将会产生较大的误差。通过大量实测数据统计分析，再通过理论推导，建立实验分析计算式是种较好的方法，能够近似反映出破碎力的变化规律并有较大的计算准确度，因而具有较大的应用价值。因此，作用在动鄂上的最大破碎力可按下式计算式中衬板单位面积上的平均压力，般取破碎腔的长度和高度单位最大破碎力都是垂直作用于固定颚和动颚上，其作用点的位置根据试验测定，复摆颚式破碎机的最大破碎力多发生在破碎腔高度的处......”。

3、以下这些语句在语言表达上出现了多方面的问题，包括语法错误、标点符号使用不规范、句子结构不够流畅，以及内容阐述不够详尽和全面——“.....考虑冲击载荷的影响，应将增大。故破碎机的计算破碎力为.各部件的受力分析复摆颚式破碎机的受力示意图所示由图可以得出下列关系式式中。图复摆颚式破碎机各部件受力的图解法鄂式破碎机在工作过程中，破碎机的工作过程是比较复杂的。但般是动鄂零件开始向下逐渐增大，到动鄂悬挂中心以下占动鄂长的处复摆，为最大，再像下逐渐减到末端为零。所以可得第章传动装置的设计.带轮的设计颚式破碎机在工作时，所受载荷变化很大，有冲击载荷和脉动循环并且使其皮带轮的飞轮的传动较大。两传动轴间距离要求甚远。其工作环境恶劣。对传动系数折磨损较大，所以在本设计中选用带传动方式。其优点是传动带具有弹性，能对破碎机工作是产生的冲击进行定程度的吸收，使传动平稳，保护电机皮带可以在皮带轮上打滑，具备定的过载保护能力。可造于中心距较大的传动。带传动的结构简单制造安装精度要求不高，使用维护方便，因此在本次设计中我依然采用的是带传动。已知电动机为，额定功率，转速，破碎机的转速为......”。

4、以下这些语句该文档存在较明显的语言表达瑕疵，包括语法错误、标点符号使用不规范，句子结构不够顺畅，以及信息传达不充分，需要综合性的修订与完善——“.....式中计算功率，工作情况系数，见表机械设计所传递的额定功率，如电动机的额定功率或名义的负载功率，。查表得工矿系数选定普通带带型根据和，确定带型为型。计算传动比式中小带轮转速大带轮转速。确定带轮的基准直径并有验算带速初选小带轮基准直径在带传动需要传递的功率给定的条件下，减小带轮直径，会增大带传动的有效拉力，从而导致带根数的增加。这样不仅增大了带轮的宽度，而且也增大了载荷在带之间分配的不均匀性。另外，带轮直径的减小，增加了带的弯曲应力。为了避免弯曲应力过大，小带轮的基准直径就不能过小。般情况下，应保证。根据带的带型，参考机械设计表和表确定小带轮的基准直径。初选小带轮基准直径验算带速在范围内故带速合适。计算大带轮基准直径确定带的中心距和基准长度初定中心距若要传动的速度较平稳，轴间距应选个大小适中的值，根据初步确定中心距为。计算带所需的基准长度查表选取基准长度计算实际中心距中心距的变化范围为.小带轮包角小带轮上的包角小于大带轮上的包角，小带轮上的总摩擦力相应地小于大带轮上的总摩擦力。因此......”。

5、以下这些语句存在多种问题，包括语法错误、不规范的标点符号使用、句子结构不够清晰流畅，以及信息传达不够完整详尽——“.....为了提高带传动的工作能力，应使因此，主动轮上的包角合适.计算带的根数单根带的额定功率根据和，查表通过差值法得型带。考虑传动比的影响，额定功率的增量，查表并通过插值法计算得确定带的根数查表得查表得取。.单根带的预紧力由表查得.计算压轴力.带轮的结构设计由电动机可知，其轴身直径，长度。故小带轮的轴孔直径应取，毂长应小于。小带轮结构采用孔板式。轮槽尺寸及轮宽按表计算，画出小带轮的工作图如图所示图小带轮结构示意图大带轮的轴孔直径由破碎机的轴来决定，取。查表得，大带轮结构为轮辐式。毂长及轮槽尺寸等和小带轮保持致，大带轮的工作图如图所示三相异步电动机型带故带速合适小带轮采用孔板式大带轮采用轮辐式.偏心轴的设计.飞轮的设计.轴承的选择与校核.轴承座的设计.配重的选择.外形尺寸的设计第章各基本构件的设计.动腭的设计.齿板的设计.推力板的设计.调整装置的设计.破碎腔型的设计.机架的设计第章复摆颚式破碎机的安装......”。

6、以下这些语句存在多方面的问题亟需改进，具体而言：标点符号运用不当，句子结构条理性不足导致流畅度欠佳，存在语法误用情况，且在内容表述上缺乏完整性。——“.....齿板磨损分析.齿板磨损机制.齿板材质的选择第章破碎机出口扬尘的解决和噪声防治.破碎机出口扬尘的解决.破碎机的噪声危害及防治途径第章颚式破碎机的使用.破碎机的操作.破碎机的维护与保养图大带轮结构示意图.偏心轴的设计颚式破碎机的偏心轴是个传递扭矩，且两轴承支承间为偏心结构的转轴。对于它的可靠性设计。实际上就是根据预先拟定的结构方案，确定组直径，使之既能满足强度，刚度要求，又能满足可靠性要求，而且重量轻和经济效益最好，发求得技术上先进，经济上合理。偏心轴的材料选用号钢轴传递的功率查表的带的传动效率为现η.轴传递的功率为η.偏心轴的转速为初步确定轴的最小直径参考机械设计式中与轴材料有关的系数其值可查表取轴传递的功率轴的转速考虑到轴上键槽会消弱轴的强度，若为单键，则应将上述计算值增大左右若为双键，应将上述计算值增大左右。该设计轴为单键所以将上述计算的增大，得最小直径段的轴与带轮相配合，带轮孔径为.符合要求，因此选取轴的最小直径为.转矩法校核轴对于承受转矩的轴......”。

7、以下这些语句存在标点错误、句法不清、语法失误和内容缺失等问题，需改进——“.....轴所受到的扭矩，轴的抗扭截面系数轴传递的功率轴的转速计算截面处轴的直径号钢的许用扭应力由上式可以得到，要设计的轴必须满足以下条件查表取为查表取为由要求可知为为传递转速为。将已知数据代入公式得最小的轴径选择的是，大于公式所得，传递扭矩足够了。.飞轮的设计颚式破碎机是种间歇工作的机械，工作行程破碎物料而空行程只是克服机构中的有害阻力，因而造成了机器转动速度的波动及电动机的负荷不均匀。为使破碎机工作平稳，转速波动小，电动机负荷均匀，在偏心轴的两端装上了飞轮。空行程的时候它储存能量，而工作行程时，飞轮放出能量。大三角带轮即是传动件也是飞轮，所以现在我们设计的是偏心轴另端的飞轮。设破碎机在空行程期间内的功率消耗为，在压碎物料期间内的功率消耗为。电动机额定功率为，并且。在期间，多余的功率使飞轮角速度从增加到在期间，功率不足，使飞轮角速度从减少到，同时飞轮放出能量，增加破碎物料的有效功率，提高破碎机的破碎效率。由此，可得能量平衡方程式或式中飞轮的转动惯量飞轮平均角速度速度不均悉数，......”。

8、以下文段存在较多缺陷，具体而言：语法误用情况较多，标点符号使用不规范，影响文本断句理解；句子结构与表达缺乏流畅性，阅读体验受影响——“.....得飞轮所需要的转动惯量机械效率，因设计的是复摆式破碎机，效率较高，所以取值为.。。对中小型破碎机，取，此处取.。角速度根据实验转速求得而且已知。将这些数据代入公式求得飞轮的外径应与大带轮的外径相当，选取飞轮的外径为，选取飞轮的内径为，则飞轮的质量为则飞轮的宽度为飞轮的具体几何尺寸，参考了普通飞轮的设计结构，并将之简化，在保证了飞轮可以正常工作的前提下，尽量减轻飞轮的质量，优化结构，尽量使之整体化和减少加工费用。与普通的飞轮的设计不同的是，这个飞轮可以通过加配重的方式，来进行转动惯量的调节。.轴承的选择与校核.选择轴承颚式破碎机的连杆装在水平轴的偏心部分上，通过曲柄摇杆机构驱动动颚完成对材料的破碎。支承两端的内装轴承承受重破碎荷载。外装轴承除传递破碎载荷外还有传递飞轮的重量和有驱动产生的圆周载荷。由于载荷大和工作条件的恶劣,为增加其稳定性选择向调心滚子轴承。对于内装轴承，通过查阅机械设计手册初步选定内装轴承的型号为。其基本尺寸为外径，内径,宽度......”。

9、以下这些语句存在多方面瑕疵，具体表现在：语法结构错误频现，标点符号运用失当，句子表达欠流畅，以及信息阐述不够周全，影响了整体的可读性和准确性——“.....基本额定载荷，此值远大于动颚的破碎力型带的压轴力偏心轴的自重力和带轮飞轮的惯性力的合力。对于外装轴承，靠近带轮侧的要承受带施加的压轴力的作用，本设计中为，故对于外装轴承的确定，应考虑此压轴力。初选型号为，其基本尺寸及系数为内径，外径为，宽度基本额定载荷，完全可以提供破碎力极限转速脂润滑。轴承的当量动载荷般计算公式为式中性质系数，查表取为.轴承承受的径向载荷，由先前的计算知轴承承受的轴向载荷，由于在本机的设计中，轴承在理论上是不受轴向力的，但实际应有力的作用，但很小，则初设为径向载荷系数，查表可得为轴向载荷系数，查表可得为.。所以，当量动载荷为计算轴承的寿命由公式此为滚子轴承，式中，故满足预期寿命。因此，选用和调心滚子轴承能够很好的满足要求。.轴承座的设计在本次设计中，因为结构的要求，采用了整体设计,将轴承座做成个可装轴承的空心阶梯轴型结构,将和机体连接的部分做成法兰,轴承用端盖进行定位和约束,由于做的是对,而且选用的是调心滚子轴承,对同心度的要求较高。具体的结构如图所示图轴承座的设计......”。